【《某番茄采摘机械手的设计计算过程案例》2000字】

某番茄采摘机械手的设计计算过程案例目录TOC\o"1-3"\h\u2279某番茄采摘机械手的设计计算过程案例 17481.1机械手底座的设计 1143171.1.1底座设计要求 1285881.1.2底座电机选择 117498而转动角加速度为 246121.2机械手手臂的设计 2183271.2.1手臂电机选择 215591.2.2小臂设计 3153871.2.3手臂齿轮的设计计算 4225221.3机械手手腕部分设计 6213252.手腕齿轮连接轴的强度校核 66769（1）计算齿轮的受力 626587（2）计算支撑反力 727785（3）画轴弯矩图 722379（4）画轴转矩图 711507（5）按弯扭合成应力进行强度校核 81.1机械手底座的设计1.1.1底座设计要求番茄采摘机械手的底座，它承担了整个机械手的重量，同时如果机械手夹持重物的话，那么它还要承担重物的重量，这就要求机械手的底座必须具有足够的强度和刚性，一般来说像底座支座之类的零件都采用铸造，材料往往采用非常容易铸造成型的灰铸铁。加上灰铸铁具有良好的吸振的性能，所以在很多大型的机械上都采用灰铸铁铸造底座。但是灰铸铁要发挥出良好的抗压减振性能必须要具有足够的体量，而番茄采摘机械手底座尺寸有限，即使使用灰铸铁铸造也难以满足使用要求，因此底座采用强度更高的铸钢材料来制造。材料选用ZG200-400，外形设计为薄壁结构，以减轻自身的质量[7]。1.1.2底座电机选择小手臂转动惯量： J3=J0+mp2=0.80+9.5X(15Xcos15°)2=21.43kg.m2 （3-1）大手臂转动惯量：J2=（a2+臂2+c2+d2）+mp2=（0.22+0.12+0.122+0.062）+44.8×0.352=5.742kg.m2（3-2）两电动机的转动惯量： J电=J电1+J电2=34×0.22+8.5×0.42=2.72kg.m2 （3-3）减速箱的转动惯量： J减=150×0.452=30.375kg.m2 （3-4）腰部本身的转动惯量： J1=mp2=250×0.252=40kg.m2 （3-5）所以，总的转动惯量为 J总=21.4+5.742+20+2.72+28.125+40+30.375=150.392kg.m2 （3-6）而转动角加速度为ε=7.854°/s2输出轴的转矩为 M=J总ε=150.392×7.854=1181.179N·m （3-7）转换到电机上的转矩为M电=17.71N·m根据要求M电<M额，选P=3KW，n=1000r/min的MGMA型伺服电机，额定转矩为28.4N·m。1.2机械手手臂的设计1.2.1手臂电机选择大手臂的转动惯量，由上可知; J2=5.742kg.m2 （3-8）电动机转动惯量 J电2=8.5×0.42=1.366kg.m2 （3-9）摆线减速器转动惯量： J减=150×0.452=30.375kg.m2 （3-10）大手臂总惯量： J总=5.742+1.366+30.375=40.602kg.m2 （3-11）所以电动机的转矩为M电=14.17N.m根据要求M电<M额，选P=2.5kw，n=1000r/min的GY2.5型电机小手臂的转动惯量 J3=34×0.22=1.36kg.m2 （3-12）电动机转动惯量 J电3=100×0.52=25kg.m2 （3-13）摆线减速器转动惯量 J减3=150×0.452=30.375kg.m2 （3-14）所以小手臂总的转动惯量为 J总=21.43+1.36+25+30.375=80.165kg.m2 （3-15）对应在电动机上M电=9.45N.m根据要求M电<M额，选P=2.2KW，Y-H系列电机，转速n=800r/min1.2.2小臂设计经过上面的分析，小臂的俯仰实际上是通过电机驱动连杆从而拉动小臂进行摆动，这实际上就是一个曲柄摇杆机构。如图3-1所示。图3-1四杆机构示意图1.2.3手臂齿轮的设计计算取小齿轮齿数=24，则=5×24=120，大齿轮齿数Z2＝120。按齿面接触疲劳强度设计选择小齿轮材料40Cr，调质处理，硬度241-286H臂S。大齿轮材料ZG35CrMo，调制处理，硬度190-240H臂S，精度8级。确定各个参数数值（1）T=9.55×10×=9.55×10×(0.4/0.75)×0.99=5.04×10Nmm（2）初选=1.4；=1；ZE=188.9；=2.5（6）小齿轮的接触疲劳强度极限为=1150MPa，大齿轮为=1120MPa。（7）取工作寿命为15年，每年工作250天，2班制小齿轮的应力循环次数N1=60n1jLh=60×75×15×250×16=2.7×大齿轮的应力循环次数N2=N1/5=5.7×（8）查表取接触疲劳寿命系数为=1.08，=1.19（9）取安全系数为=1==1242MPa （3-16）==1332.8MPa （3-17）确定传动尺寸（1）初算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值=29.04mm（2）按K值对进行修正由圆周速度 =2.28m/s （3-18）查机械设计手册得到=1.075，为=1.2。=1.07，=1.00所以载荷系数K==1.38按K值对进行修正==29.04=28.9mm （3-19）（4）确定模数m以及主要尺寸m==1.2mm为了防止轮齿太小引起的意外折断，m一般不小于1.5-2mm，故m=3mm。中心距a=m()/2==216mm分度圆直径==72mm，==360mm齿宽臂==72mm，取小齿轮齿宽=80mm，大齿轮齿宽=75mm齿顶高===3mm，齿根高===1.75mm3、按齿根弯曲疲劳强度校核 （3-20）确定各个参数数值（1）查表取弯曲疲劳寿命系数=0.95，=0.98（2）查表取齿形系数和应力校正系数=2.65，=1.58=2.16，=1.81（3）查表取弯曲疲劳极限=710MPa，=710MPa（4）取弯曲疲劳系数=1.25可得==539.6MPa==556.64MPa（5）验算齿根弯曲疲劳强度===58.48MPa==54.61MPa弯曲疲劳强度足够了。1.3机械手手腕部分设计（1）确定手腕齿轮连接轴的结构齿轮系统广泛应用于各类机械设备，而系统中物理参数和几何参数等的不确定性可能会导致系统运动精度丧失、运动可靠度下降。针对不确定性下齿轮系统运动精度问题，分析了齿轮机构的动态传递误差REF_Ref20967\r\h[8]。齿轮和轴作为传动系统中关键的零部件，他们是直接传递动力和扭矩的，可以说是传动系统中的中流砥柱。所以他们使用的材料都是有讲究的，强度刚度要满足要求自然不用说，另外还要有一定的韧性要求。一般情况下作为轴来说45号钢和40Gr都是非常合适的材料，之所以这些材料常用，是因为他们的性价比高，调制过后的综合力学性能非常好价格也不贵。根据上面的分析，本轴的材料为40Cr，调制处理。轴的基本结构如下3-2所示。图3-2轴的基本结构2.手腕齿轮连接轴的强度校核（1）计算齿轮的受力转矩T=9.55×10=9.55×10×(3/75)×0.99=378180Nmm圆周力==12606N径向力==4588.2N（2）计算支撑反力水平面受力图如图1.3(a)所示。+= （3-21）×153=×(67+153)故=-1397.32N，=3190.88N垂直面受力图如图1.3(臂)所示。+= （3-22）×(67+153)=×67故=3839.10N，=8766.90N（3）画轴弯矩图水平面弯矩图见图1.3(c)图。垂直面弯矩图见图1.3(d)图。合成弯矩